Потребляемая мощность привода. Расчет меньшего и большого шкивов, тихоходной и быстроходной ступеней редуктора. Общий коэффициент запаса прочности. Выбор типа подшипников. Определение номинальной долговечности деталей. Расчет основных параметров пружины.
Расчетные допускаемые напряжения 523 мпа межосевое расстояние a= 250 мм модуль нормальный mn= 4 мм число зубьев шестерни z1= 29 число зубьев колеса z2= 93 делительный диаметр шестерни d1= 118.8524551391602 мм диаметр выступов шестерни da1= 126.8524551391602 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 381.1475219726562 мм диаметр выступов колеса da2= 389.1475219726562 мм ширина венца шестерни b1= 84.75 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 78.75 mm угол наклона зубьев b3= .2195295393466949 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 7267.84228515625 h распорная сила в зацеплении fr= 2645.49462890625 h осевая сила в зацеплении fa= 1621.640869140625 h Расчетные допускаемые напряжения 634 мпа межосевое расстояние a= 200 мм модуль нормальный mn= 3.150000095367432 мм число зубьев шестерни z1= 30 число зубьев колеса z2= 94 делительный диаметр шестерни d1= 96.77419281005859 мм диаметр выступов шестерни da1= 103.0741958618164 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 303.2257995605469 мм диаметр выступов колеса da2= 309.5257873535156 мм ширина венца шестерни b1= 69 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 63 mm угол наклона зубьев b3= .2172214984893799 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 9135.5029296875 h распорная сила в зацеплении fr= 3325.322998046875 h осевая сила в зацеплении fa= 2016.240112304688 h Расчетные допускаемые напряжения 1061 мпа межосевое расстояние a= 140 мм модуль нормальный mn= 2.5 мм число зубьев шестерни z1= 27 число зубьев колеса z2= 83 делительный диаметр шестерни d1= 68.72727203369141 мм диаметр выступов шестерни da1= 73.72727203369141 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 211.2727203369141 мм диаметр выступов колеса da2= 216.2727203369141 мм ширина венца шестерни b1= 50.09999847412109 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 44.09999847412109 mm угол наклона зубьев b3= .1892645508050919 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 13111.583984375 h распорная сила в зацеплении fr= 4772.61669921875 h осевая сила в зацеплении fa= 2511.61962890625 h Расчетные допускаемые напряжения 523 мпа межосевое расстояние a= 180 мм модуль нормальный mn= 3.150000095367432 мм число зубьев шестерни z1= 17 число зубьев колеса z2= 95 делительный диаметр шестерни d1= 54.64285659790039 мм диаметр выступов шестерни da1= 60.94285583496094 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 305.3571472167969 мм диаметр выступов колеса da2= 311.6571350097656 мм ширина венца шестерни b1= 62.70000076293945 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 56.70000076293945 мм угол наклона зубьев b3= .2003347426652908 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 2888.81396484375 h распорная сила в зацеплении fr= 1051.5283203125 h осевая сила в зацеплении fa= 586.598388671875 h Расчетные допускаемые напряжения 634 мпа межосевое расстояние a= 140 мм модуль нормальный mn= 2.5 мм число зубьев шестерни z1= 17 число зубьев колеса z2= 93 делительный диаметр шестерни d1= 43.27272796630859 мм диаметр выступов шестерни da1= 48.27272796630859 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 236.7272644042969 мм диаметр выступов колеса da2= 241.7272644042969 мм ширина венца шестерни b1= 50.09999847412109 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 44.09999847412109 мм угол наклона зубьев b3= .1892645508050919 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 3726.3134765625 h распорная сила в зацеплении fr= 1356.378051757812 h осевая сила в зацеплении fa= 713.
Введение
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди остальных отраслей народного хозяйства, т.к. остальные производственные процессы выполняют машины. На основе развития машиностроения осуществляются комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте. Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности - основные задачи инженера-конструктора. В данном курсовом проекте мне необходимо разработать редуктор для привода ленточного конвейера, который должен удовлетворять требованиям надежности, долговечности и иметь высокие эксплуатационные характеристики. Для достижения поставленных целей необходимо произвести прочностной расчет валов и зубчатых передач, предусмотреть установку предохранительной муфты. Долговечность редуктора определяется в основном его подшипниковыми и сальниковыми узлами. Исходя из этого, необходимо произвести расчет подшипников на долговечность по их динамической грузоподъемности и подобрать соответствующие прокладки и манжеты для обеспечения герметичности редуктора.
Дано: 1. Окружная сила на барабане привода ленточного конвейера: Fраб = 7.5 КН
2. Скорость движения ленты: Vраб = 0,5 м/с
3. Диаметр барабана: D б = 300 мм
4. Длина барабана: В б = 500 мм
Срок службы 5 лет
Кг = 0,7
Кс = 0,5
График загрузки
1. Потребляемая мощность привода.
Рвых = Fраб ? Vраб = 7,5 КН ? 0,5 м/с =3,75 КВТ
2. Общий КПД привода: ho =hpem ? hред ? hв= 0,95 ? 0,962 ? 0.99=0,86
Принимаем hpem = 0,95; hред=0,96; hв=0.99
3. Потребная мощность электродвигателя:
Принимаем Рэ.потр. = 4 КВТ
4. Выбор электродвигателя по полученным данным (по табл. 2.2 [4]): двигатель 4А112МВ6У3
Р = 4 КВТ;
nc = 1000 об/мин;
S = 5,1%
5. Определение частоты вращения барабана транспортера:
6. Определение и разбивка общего передаточного отношения: И = n ном / n в = 970 / 31,85 = 30,458 Ирем. = 2 Иред. = И / Ирем = 30,458 / 2 = 15,23; Ит=3,15; Иб=5,6
7. Определение частоты вращения валов привода: n1 = 970 об/мин
8. Определение крутящих моментов:
9. Коэффициенты эквивалентности по графику нагрузки:
10. Время работы: TS = L ? 365 ? Кг ? 24 ? Кс = 5 ? 365 ? 0,7 ? 24 ? 0,5 = 15330 ч.
11. Расчет клиноременной передачи: По графику для определения сечения ремня (стр. 134, [1]) примем ремень сечения А, данные из табл.7.7 [1].
lp W T0 площадь сечения А L масса 1 м длины
А 11 13 8 81 мм2 560…4000 0,10 кг
Ртр = 4 КВТ n1 = 970 об/мин n2 = 485 об/мин Т1 = 40 Н ? м
5) Межосевое расстояние: а min = 0,55 ? (d1 d2) Т0 = 0,55 ? (125 250) 8 = 214,25 мм а max = d1 d2 = 125 250 = 375 мм
6) Длина ремня:
Принимаем: Lp = 1400 мм.
7) Уточняем межосевое расстояние: , где w = 0,5 ? p ? (d1 d2) = 0,5 ? 3,14 ? (125 250) = 588,75 мм у = (d2 - d1)2 = (250 -125)2 = 15625 мм2
Принимаем а = 400 мм.
8) Угол обхвата:
9) Число ремней:
Р0 - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем = 1,52 КВТ (табл. 7.8 [1]); CL - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня = 0,98 (табл. 7.9 [1]); Ср - коэффициент режима работы = 1,0 (табл. 7.10 [1]);
Cz- коэффициент, учитывающий число ремней = 0,90
Са - коэффициент угла обхвата = 0,95
10) Натяжение одной ветви ремня: , где Q - коэффициент, учитывающий центробежную силу = 0,10.
11) Сила, действующая на вал:
12) Рабочий ресурс клиноременной передачи (стр. 271, [3]):
Так как условие не выполняется, то вычисленный выше ресурс недостаточен. Чтобы увеличить его до требуемого срока, следует взять шкивы большего диаметра. d1=250 мм, d2= d1Ирем(1-e)=495, по ГОСТ 17383-73 d2=500 мм.
Ориентировочно можно считать, что при переходе к диаметру d1=250 мм ресурс возрастает пропорционально отношению диаметров в шестой степени: , т.е. составляет Н= 282 64=18048
4) Уточняем передаточное отношение:
5) Межосевое расстояние: а min = 0,55 ? (d1 d2) Т0 = 0,55 ? (250 500) 8 = 420,5 мм а max = d1 d2 = 250 500 = 750 мм
6) Длина ремня:
Принимаем: Lp = 2500 мм 7) Уточняем межосевое расстояние:
, где w = 0,5 ? p ? (d1 d2) = 0,5 ? 3,14 ? (250 500) = 1177,5 мм у = (d2 - d1)2 = (500 -250)2 = 62500 мм2
Принимаем а = 650 мм
8) Угол обхвата:
9) Число ремней:
Р0 - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем = 1,52 КВТ (табл. 7.8 [1]); CL - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня = 0,98 (табл. 7.9 [1]); Ср - коэффициент режима работы = 1,0 (табл. 7.10 [1]);
Cz- коэффициент, учитывающий число ремней = 0,90
Са - коэффициент угла обхвата = 0,95
10) Натяжение одной ветви ремня: , где Q - коэффициент, учитывающий центробежную силу = 0,10.
11) Сила, действующая на вал:
12) Рабочий ресурс клиноременной передачи (стр. 271, [3]):
Приняли 4 ремня.
Ремень А- 2500 Т ГОСТ 1284.1-80 , Шкивы примем изготовленными из чугуна СЧ15, т.к. V ? 30 м/с (V = 9м/с). Dнаруж. = dp 2 h0 Примем шкивы с диском для меньшего и со спицами для большего.
Параметры шкивов (стр.286, [3]): dp = 250 dp = 500 lp = 11,0 lp = 11,0 h0 = 3,3 h0 = 3,3 h = 8,7 h = 8,7 е = 15,0 е = 15,0 f = 10,0 f = 10,0 a = 38° a = 38° r = 1 мм r = 1 мм
Ширина шкива (стр. 287, [3]): Вш = (z - 1) ? e 2 ? f = 3 ? 15 2 ? 10,0 = 65 мм
Толщина обода: dчуг. = (1,1…1,3) ? h = 9,57 ? 11,31 » 10 мм
Толщина диска: С = (1,2…1,3) ? d = 9,6 ? 10,4 = 10 мм
Диаметр ступицы: dct. = (1,8…2) ? d, где d - диаметр вала. dct.1 = 2 ? 28 = 56 мм dct.2 = 2 ? 32 = 64 мм
Длина ступицы: lct. = (1,5…2) * d, lct.1 = (1,5…2) ? d = 42…112 мм lct.1 = 110 мм lct.2 = (1,5…2) ? d = 96…128 мм lct.1 = 110 мм
Число спиц для шкивов с D ? 350 мм z = 4
Ширина спицы
, где Т - передаваемый шкивом крутящий момент:
[s]
Толщина спицы а = (0,4…0,5) ? h = 14,8…18,5 мм, примем а = 4 мм.
Для эллиптического сечения а1 = 0,8 ? а = 0,8 ? 4 = 3,6 h1 = 0,8 ? h = 0,8 ? 8,7 = 6,96
Меньший шкив
Шкив Б3.250.50. Ц. СЧ 15 ГОСТ 20894 - 75 l = 90 L = 50 Вш = 65 мм
Dнаруж. = 256,6 мм
Большой шкив
Шкив Б3.500.50 К. СЧ 15 ГОСТ 20897 - 75 l = 90 L = 50 Вш = 65 мм Dнаруж. = 566,6 мм
Расчет на контактную выносливость.
Определение допускаемых напряжений к расчету зубчатых передач на контактную выносливость рекомендуемые сочетания твердостей зубьев шестерня зубчатое колесо HB 320 HB 250 HRC 46 HB 290 HRC 62 HRC 45
Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПА 518.1818237304688
Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПА
Допускаемые контактные напряжения для шестерни в МПА 818.9077758789062
Допускаемые контактные напряжения для колеса В МПА 590.9091186523438
Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПА 634.4176025390625
Допускаемые контактные напряжения для шестерни в МПА 1385.371948242188
Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПА 973.8224487304688
Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПА 1061.637451171875
Тихоходная ступень редуктора
Расчетные допускаемые напряжения 523 мпа межосевое расстояние a= 250 мм модуль нормальный mn= 4 мм число зубьев шестерни z1= 29 число зубьев колеса z2= 93 делительный диаметр шестерни d1= 118.8524551391602 мм диаметр выступов шестерни da1= 126.8524551391602 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 381.1475219726562 мм диаметр выступов колеса da2= 389.1475219726562 мм ширина венца шестерни b1= 84.75 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 78.75 mm угол наклона зубьев b3= .2195295393466949 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 7267.84228515625 h распорная сила в зацеплении fr= 2645.49462890625 h осевая сила в зацеплении fa= 1621.640869140625 h
Расчетные допускаемые напряжения 634 мпа межосевое расстояние a= 200 мм модуль нормальный mn= 3.150000095367432 мм число зубьев шестерни z1= 30 число зубьев колеса z2= 94 делительный диаметр шестерни d1= 96.77419281005859 мм диаметр выступов шестерни da1= 103.0741958618164 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 303.2257995605469 мм диаметр выступов колеса da2= 309.5257873535156 мм ширина венца шестерни b1= 69 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 63 mm угол наклона зубьев b3= .2172214984893799 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 9135.5029296875 h распорная сила в зацеплении fr= 3325.322998046875 h осевая сила в зацеплении fa= 2016.240112304688 h
Расчетные допускаемые напряжения 1061 мпа межосевое расстояние a= 140 мм модуль нормальный mn= 2.5 мм число зубьев шестерни z1= 27 число зубьев колеса z2= 83 делительный диаметр шестерни d1= 68.72727203369141 мм диаметр выступов шестерни da1= 73.72727203369141 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 211.2727203369141 мм диаметр выступов колеса da2= 216.2727203369141 мм ширина венца шестерни b1= 50.09999847412109 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 44.09999847412109 mm угол наклона зубьев b3= .1892645508050919 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 13111.583984375 h распорная сила в зацеплении fr= 4772.61669921875 h осевая сила в зацеплении fa= 2511.61962890625 h
Быстроходная ступень
Расчетные допускаемые напряжения 523 мпа межосевое расстояние a= 180 мм модуль нормальный mn= 3.150000095367432 мм число зубьев шестерни z1= 17 число зубьев колеса z2= 95 делительный диаметр шестерни d1= 54.64285659790039 мм диаметр выступов шестерни da1= 60.94285583496094 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 305.3571472167969 мм диаметр выступов колеса da2= 311.6571350097656 мм ширина венца шестерни b1= 62.70000076293945 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 56.70000076293945 мм угол наклона зубьев b3= .2003347426652908 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 2888.81396484375 h распорная сила в зацеплении fr= 1051.5283203125 h осевая сила в зацеплении fa= 586.598388671875 h
Расчетные допускаемые напряжения 634 мпа межосевое расстояние a= 140 мм модуль нормальный mn= 2.5 мм число зубьев шестерни z1= 17 число зубьев колеса z2= 93 делительный диаметр шестерни d1= 43.27272796630859 мм диаметр выступов шестерни da1= 48.27272796630859 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 236.7272644042969 мм диаметр выступов колеса da2= 241.7272644042969 мм ширина венца шестерни b1= 50.09999847412109 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 44.09999847412109 мм угол наклона зубьев b3= .1892645508050919 рад коэффициент смещения исходного контура x= 0 окружная сила в зацеплении ft= 3726.3134765625 h распорная сила в зацеплении fr= 1356.378051757812 h осевая сила в зацеплении fa= 713.8025512695312 h
Расчетные допускаемые напряжения 1061 мпа межосевое расстояние a= 100 мм модуль нормальный mn= 2 мм число зубьев шестерни z1= 15 число зубьев колеса z2= 83 делительный диаметр шестерни d1= 30.61224365234375 мм диаметр выступов шестерни da1= 35.08283233642578 мм делительный диаметр зубчатого колеса d2= 169.3877563476562 мм диаметр выступов колеса da2= 172.9171752929688 мм ширина венца шестерни b1= 37.5 мм ширина венца зубчатого колеса b2= 31.5 мм угол наклона зубьев b3= .2003347426652908 рад коэффициент смещения исходного контура x= .1176470592617989 окружная сила в зацеплении ft= 5207.6962890625 h распорная сила в зацеплении fr= 1895.601440429688 h осевая сила в зацеплении fa= 1057.46728515625 h
Проверка валов на прочность. а) быстроходный вал: Запас прочности должен составлять ? 2,5…3.
Выберем Ст. 45.
По табл. 14.2 стр. 426 [4]: НВ 270 sв = 870 МПА st = 640 МПА s-1 = 370 МПА fs = 0,1 t = 380 МПА t-1 = 220 МПА ft = 0,05
Опасным сечение является то сечение, где действует Мимах.
Мимах = 232,34 Н?м b - коэфф., учитывающий влияние шероховатости, при Rz ? 20 мкм b = 1 (стр. 298 [4]) es и et - масштабные факторы: es =0,79 et = 0,675 (табл. 11.6 [4])
Ks и Кт - коэф. концентрации: Ks = 2
Kt = 2,1 (для валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])
Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5]) sa = s sm = 0
Для вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.
По табл. 14.2 стр. 426 [4]: НВ 270 sв = 870 МПА st = 640 МПА s-1 = 370 МПА fs = 0,1 t = 380 МПА t-1 = 220 МПА ft = 0,05
Опасным сечение является то сечение, где действует Мимах (сечение шестерни не учитываем в виду ее большего передаваемого момента и большей ширины).
Мимах = 534,43 Н?м b - коэфф., учитывающий влияние шероховатости, при Rz ? 20 мкм b = 1 (стр. 298 [4]) es и et - масштабные факторы: es =0,805 et = 0,69 (табл. 11.6 [4])
Ks и Кт - коэф. концентрации: Ks = 2
Kt = 2,1 (для валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])
Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5]) sa = s sm = 0
Для вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.
По табл. 14.2 стр. 426 [4]: НВ 270 sв = 880 МПА st = 740 МПА s-1 = 400 МПА fs = 0,1 t = 440 МПА t-1 = 230 МПА ft = 0,05
Опасным сечение является то сечение, где действует Мимах.
Мимах = 626,86 Н?м b - коэфф., учитывающий влияние шероховатости, при Rz ? 20 мкм b = 1 (стр. 298 [4]) es и et - масштабные факторы: es =0,72 et = 0,61 (табл. 11.6 [4])
Ks и Кт - коэф. концентрации: Ks = 2
Kt = 2,1 (для валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])
Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5]) sa = s sm = 0
Для вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.
W0 = 64698,75 мм3; Wp = 137598,75 мм3;
в ? h 25 ? 14 (шпонка), тогда
Считаем коэффициент запаса прочности:
Общий коэффициент запаса прочности:
Прочность обеспечена.
Выбор типа подшипников
Для опор валов цилиндрических колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные однорядные подшипники. Первоначально примем подшипники шариковые радиальные однорядные. а) быстроходный вал: подшипник 307 ГОСТ 8338 - 75. б) промежуточный вал: подшипник 309 ГОСТ 8338 - 75. в) тихоходный вал: подшипник 315 ГОСТ 8338 - 75.
Проверка выбора подшипников а) подшипник 307 d =35 мм;
D = 80 мм; В = 21; r = 2,5; Cr = 33,2КН; С0r = 18 КН ХА = 736,96 Н;УА = -189,23 Н;
хв = 2057,73 Н;
ув = 750,5 Н.
FA = 535,34 Н n = 485 об/мин
(табл. 9.18 [1]) для 1 опоры: (табл. 9.18 [1]),
где V - коэффициент вращения = 1.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка: P = (Х ?V ? Fr1 У ? Fa) ? Кб ? Кт, где Кт = 1 (т. к. t < 100°)
Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])
P = (1 ? 0,56 ? 2185,72 1,71 ? 535,34) ? 1 ? 1,4 = 2995,21 H
Определим номинальную долговечность (ресурс): , где С - динамическая грузоподъемность, Р - эквивалентная нагрузка, р - показатель степени, для шарикоподшипников = 3.
для 2 опоры:
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка: P = (Х ? V ? Fr1 У ? Fa) ? Кб ? Кт,
где Кт = 1 (т. к. t < 100°)
Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])
P = (1 ? 0,56 ? 773,99 1,71 ? 535,34) ? 1 ? 1,4 = 1888,4 H
Определим номинальную долговечность (ресурс):
Следовательно, окончательно принимаем подшипники 307 для быстроходного вала. б) подшипник 309 d = 45 мм;
D = 100 мм; В = 25; r = 2,5; С = 52,7 КН; С0 = 30 КН ХА = -3889,35 Н;
УА = 2391,41Н;
хв = -6482,78 Н;
ув = -640,75 Н.
FA = Fa3 - Fa2 = 1544,1 - 535,34 = 1008,76 Н n = 86,61 об/мин
(табл. 9.18 [1]) для 1 опоры:
(табл. 9.18 [1]), где V - коэффициент вращения = 1.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка: P = Fr1 ? V ? Кб ? Кт, Где Кт = 1 (т. к. t < 100°)
Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])
P = 7559,99 ? 1 ? 1 ? 1,4 = 10583,986
Определим номинальную долговечность (ресурс): , где С - динамическая грузоподъемность, Р - эквивалентная нагрузка, р - показатель степени, для шарикоподшипников = 3.
привод шкив редуктор подшипник для 2 опоры:
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка: P = Fr1 ? V ? Кб ? Кт, Где Кт = 1 (т. к. t < 100°)
Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])
P = 2475,76? 1,4 ? 1 ? 1 = 3466,06 H
Определим номинальную долговечность (ресурс):
в) подшипник 315 d = 75 мм;
D = 160 мм; В = 37; r = 3,5; С = 112 КН; С0 = 72,5 КН ХА = 5069,47 Н;
УА = -1191,38 Н;
хв = 2534,73Н;
ув = -1576,55 Н.
FA = 1544,1Н n = 27,6 об/мин
(табл. 9.18 [1]) для 1 опоры:
(табл. 9.18 [1]), где V - коэффициент вращения = 1.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка: P = (Х ? V ? Fr1 У ? Fa) ? Кб ? Кт, Где Кт = 1 (т. к. t < 100°)
Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])
P = (1 ? 0,56 ? 5667,84 1,71 ?1544,1) ? 1,4 = 8140,16 H
Определим номинальную долговечность (ресурс):
для 2 опоры:
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка: P = (Х ? V ? Fr1 У ? Fa) ? Кб ? Кт,
Где Кт = 1 (т. к. t < 100°)
Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])
P = (1 ? 0,56 ? 1976,08 1,71 ? 1544,1) ? 1,4 = 5245,82 H
Определим номинальную долговечность (ресурс):
Расчет муфты.
Тр = Тн ? К, где Тн - номинальный крутящий момент = 1385 Н?м
К - коэффициент режима, приближенно учитывающий режим работы привода
К = 1,5…2
Тр = 1385 ? 1,5 = 2077,5Н?м
Примем предохранительную фрикционную муфту, т.к. она обладает большой несущей способностью при малых габаритах, плавностью срабатывания и простотой эксплуатации. (стр. 272 [2]).
Определяем число пар трения: , где
Dн - наружный диаметр кольца контакта дисков = 272 мм;
Dв - внутренний диаметр кольца контакта дисков = 163,2 мм;
Dcp - средний диаметр кольца контакта дисков = 217,6 мм;
[р] - допускаемое давление на трущихся поверхностях;
f0 - коэффициент трения покоя;
Выбираем сталь по дискам из порошковых материалов: [р] = 0,25 f0 = 0,3
Сила сжатия пружины:
Для пружины выбираем легированную сталь 60С2.
Определение усилия, приходящееся на одну пружину при включенной муфте:
z - число пружин
Определение силы, действующей на одну пружину при выключенной муфте:
Из характеристики пружины с учетом увеличения осадка пружины на 3мм при возрастании силы от до , определяем из подобия: ;
Так как посадка витка на виток недопустима, то предельная нагрузка не должна превышать при зазоре между витками
Выбираем для пружин стальную углеродистую проволоку ll класса по ГОСТ 9389-75; из табл. 16,1 [4] находим:
Задавшись индексом пружины и вычислив коэффициент: , находим диаметр проволоки:
Принимаем
Определяем осадку пружины под действием силы F: ,
z - число рабочих витков пружины = 3
G - модуль сдвига = 8 ? 104 МПА
Шаг пружины в свободном состоянии: , где sp - зазор = 0,1 ? d = 1 мм
Полное число витков: z1 = z 1,5 = 3 1,5 = 4,5 мм
Высота пружины при полном ее сжатии: Н3 = (z1 - 0,5) ? d = (4,5 - 0,5) ? 10 = 40 мм
Высота пружины в сводном состоянии: Н0 = Н3 z ? (t - d) = 40 3 ? (21 - 10) = 73 мм
Длина заготовки проволоки для пружины: .
Расчет болтов
Рвых = Рэд ? h0 = 4 ? 0,86 = 3,44 КВТ
Определение нагрузки, действующей на болт: Fn = Fц ? sin45 = 131,8? sin45 = 85,59 Н
Fсд = Fц ? cos45 = 131,8 ? cos45 = 100,22 Н
Моп = Тзв Fсд ? 0,216 Fсд ? 0,122 = 943,73 Н
Определяем усилие затяжки из условия отсутствия сдвига: , где z = 6 f = 0,18 i = 1
Определяем силы затяжки из условия нераскрытия стыка: F1max = F1мом Fa1
Fa1 - осевая сила, действующая на один болт:
F1max = 15867,6 4488,5 = 20356,1 Н
Fз.нс = к ? F1max ? (1 - c) = 1,4 ? 20356,1 ? (1 - 0,2) = 22798,8 Н c = 0,2
1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - М.: Высш. шк., 1988. - 416 с., ил.
2. В.С. Поляков, И.Д. Барбаш, О.А.Ряховский Справочник по муфтам. Л., «Машиностроение» (Ленингр. отд-ние), 1974, 352 с. Дунаев П.Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - М.: Высш. шк.. 1990. - 399 с., ил.
3. Чернавский С.А. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов. - М.: Машиностронение, 1984. - 560 с., ил.
4. Детали машин: Атлас конструкций. Уч. пособие для машиностроительных вузов/ В.Н. Беляев, И.С. Богатырев, А.В. Буланже и др.; Под ред. д-ра техн. наук проф. Д.Н. Решетова. - 4-е изд., перераб. И доп. - М.: Машино- строение, 1979. -367 с., ил.
Размещено на .ru
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
